Проект привода с коническим редуктором

=2900/9,2=315

2 Расчёт передач

 

2.1 Расчёт  зубчатой конической передачи

      Исходные  данные для расчёта:

3,18 кВт;  3,021 кВт; 2,9 кВт; =351,85 об/мин; =87,96 об/мин; =82,03 Н•м; =315 Н•м. 
 
 

2.1.1 Выбор  материала и определение допускаемых напряжений 

      Принимаем твёрдость шестерни и колеса соответственно 50HRC и 45HRC.

      Допускаемое контактное напряжение для шестерни и для колеса определяем по зависимости: 

,                                (2.1.1.1) 

где -предел контактной выносливости МПа;

  -коэффициент запаса прочности;

  -коэффициент долговечности.

      Предел  контактной выносливости находим по формуле: 

=17HRC+200,                                (2.1.1.2) 

откуда  =17•50+200=1050, =17•45+200=965.

      Коэффициент долговечности  : 

,                                   (2.1.1.3) 

где - число циклов соответствующее перелому кривой усталости;

  - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.

      Величину  находим при условии что =30•НВ^2,4 12•10⁷, отсюда =9•10⁷, =7•10⁷. 
 
 
 
 
 

 Ресурс передачи :

,                                          (2.1.1.4)

 

где - ресурс в часах;

  - коэффициент находим по формуле , откуда =0,766. 
 

,                                           (2.1.1.5) 

где n – число оборотов, об/мин;

       L – срок службы, тыс. час. 
 

. 

      Учитывая  выше найденные величины  и формулу (2.1.1.4) находим: 

;

.

      Далее учитывая, что коэффициент долговечности  1 1,8, по формуле (2.1.1.3)  находим:

 

;

, 

откуда, учитывая, что  =1,2  по формуле (2.1.1.2) находим: 

;

.

      Окончательно  находим по формуле:

 

;                                (2.1.1.6)

. 

 Допускаем напряжение изгиба находится аналогично допускаемому контактному напряжению .

      При закалке ТВЧ предел контактной выносливости равен 600 и 550 МПа соответственно для шестерни и колеса.

      При нахождении коэффициента долговечности  , число циклов принимаем как для колеса так и для шестерни 4•10⁶ МПа, ресурс в часах остаётся прежним. Найдём коэффициент по формуле: 

, 

откуда  =0,65.

      Далее находим: 

;

;

, принимаем равным 1;

, принимаем равным 1. 

      Учитывая, что коэффициент запаса прочности  равен 1,17, находим: 

;

.

. 

2.1.2 Геометрический  расчёт передачи 

      1 Диаметр внешней делительной  окружности шестерни (предварительный), мм, находим по формуле (1, с. 25): 

,                                     (2.1.2.1) 

где - вращающий момент на шестерне, Н•м;

       u – передаточное число.

      Коэффициент К в зависимости от поверхностной твёрдости Н₁ и Н₂ зубьев шестерни и колеса выбираем по таблице (1, с. 25) и принимаем равным 22, значение коэффициента для прямозубой конической передачи принимают 0,85.

      Учитывая  всё выше перечисленное находим: 

. 

      Окружную  скорость , м/с на среднем делительном диаметре (при =0,285)  вычисляют по формуле (1, с. 25): 

,                                  (2.1.2.2) 

где n₁ – число оборотов на ведущем валу, об/мин; 

. 

      Уточняем  предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: 

;                             (2.1.2.3) 

где -коэффициент внутренней динамической нагрузки;

       -коэффициент неравномерности распределения нагрузки.

      Коэффициент выбираем по таблице, при степени точности 7В, =1,03.

       = , где -коэффициент, выбираемый по таблице в зависимости от отношения , но т.к. ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента вычисляют ориентировочно: 

 

откуда  =1,18.

      Далее находим что: 

 

      2 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца.

      Угол  делительного конуса:

                                         (2.1.2.4)

 

      Внешнее конусное расстояние: 

                                        (2.1.2.5)

 

      Ширина  зубчатого венца: 

                                           (2.1.2.6)

 

      3 Модуль передачи.

      Внешний торцовый модуль передачи: 

                              (2.1.2.7) 

где - коэффициент внутренней динамической нагрузки выбирается по таблице;

  - коэффициент неравномерности распределения напряжений.

       = , где .

      Коэффициент принимаем равным 0,85, вместо в расчётную формулу подставляем меньшее из значений и .

      В результате находим: 

 

      Округляем до стандартного значения, m=1,5. 

      4 Число зубьев:

      шестерни 

 

      колеса  

 
 
 

      5 Фактическое передаточное число. 

      6 Окончательные значения размеров  колёс, мм, по рисунку 3.

      Углы  делительных конусов шестерни и колеса, : 

 

      Делительные диаметры колёс, , мм: 

 

      Внешние диаметры колёс, , мм: 

где - коэффициент смещения, мм, принимают по таблице.

      Коэффициент смещения для колеса . 

   

                                      

                               Рисунок 3 – Размеры колёс 

      7 Размеры заготовки колёс, мм, по  рисунку 4. 

 

                         

Рисунок 4 – Размеры заготовки

 
 

      Полученные  расчётом и сравнивают с предельными размерами и . 

  8 Силы в зацеплении. 

      Окружная  сила на среднем диаметре шестерни, Н: 

,                                  (2.1.2.8) 

где ; 

 

      Осевая  сила на шестерне, Н: 

,                                      (2.1.2.9) 

где ; 

. 

      Радиальная  сила на шестерне, Н: 

,                                       (2.1.2.10)

. 

      Осевая  сила на колесе: = =1103,5.

      Радиальная  сила на колесе: = =275,9. 

      9 Проверка зубьев по контактным  напряжениям.

      Расчётное контактное напряжение, МПа: 

;                    (2.1.2.11)

; 

      Полученный результат удовлетворяет условию . 

      10 Проверка зубьев колёс по напряжениям  изгиба: 

,                (2.1.2.12) 

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по таблице 2.10 (1, с.24).

=3,80. 

, 

      Полученный  результат удовлетворяет условию  .

      Напряжение  изгиба в зубьях шестерни: 

,                                     (2.1.2.13) 

      Значение  коэффициентов  =4,06, =3,61, далее находим: 

 
 
 
 
 
 

2.2 Расчёт  ремённой передачи